機械設計（ii）

1、《機械設計》課 程 總 復 習,第一章 緒論,本章重點是載荷和應力分析。一、載荷 要了解載荷的形式和種類，形式有： 集中力 F（N,kN )、 轉矩 T(Nm,Nmm )、 彎矩 M(Nmm)、 功率P(KW)種類有： 1、靜載荷 不隨時間變化或變化非常緩慢的載荷 2、變載荷 大小和方向隨時

2、間變化而變化的載荷 1）隨機變載荷 無規(guī)律變化 2）循環(huán)變載荷 有規(guī)律變化 a 一般循環(huán)變載荷 b 對稱循環(huán)變載荷 c 脈動循環(huán)變載荷,二、 應力分析,1、應力種類 （1）靜應力 對稱循環(huán)變應力

3、 （a）循 環(huán) 變 應 力 脈動循環(huán)變應力 （2）變應力 （b） 隨機變應力（略） 一般循環(huán)變應力,,,掌握應力的種類和變應力的主要參數的含義： 應 力 幅： σa =（σmax - σmin）/ 2 平均應力： σm =（σmax + σmin）/ 2

4、 最大應力： σmax 最小應力： σmin 應力特性系數：r = σmin / σmax,第二章 摩擦、磨損和潤滑,1、了解摩擦、磨損的基本概念，掌握潤滑狀態(tài)的概念 邊界潤滑 邊界潤滑是指兩摩擦表面被吸附在表面的邊界膜隔開，其摩擦性質與流體的粘度無關，只與邊界膜和表面的吸附性質有關。 液體潤滑 當摩擦表面間的潤滑膜厚度大

5、到足以將兩個表面完全隔開，即形成了完全的液體潤滑 。 混合潤滑 當摩擦表面間處于邊界摩擦和流體摩擦的混合狀態(tài)時稱為混合潤滑。,2、了解機械零件的一般磨損過程：大致分為三個階段1） 跑合階段 新的摩擦副表面較粗糙，在10% ? 50%的額定載荷下進行試運轉，使摩擦表面的凸峰被磨平，實際接觸面積逐步增大，壓強減小，磨損速度在跑合開始階段很快。跑合階段對新的機械是十分必要的。2） 穩(wěn)定磨損階段

6、經過跑合，摩擦表面逐步被磨平，微觀幾何形狀發(fā)生改變，建立了彈性接觸的條件，進入穩(wěn)定磨損階段，這時零件的磨損速度緩慢，它表征零件正常工作壽命的長短。3） 急劇磨損階段 經過長時間的穩(wěn)定磨損階段，積累了較大的磨損量，零件開始失去原來的運動軌跡，磨損速度急劇增加，間隙加大，精度降低，效率減小，出現異常的噪聲和振動，最后導致零件失效。,,機械零件的一般磨損過程,3、潤滑油、潤滑脂以及添加劑 潤滑油的主要質量指標是黏度，黏度越大，

7、指油越稠，油膜的承載能力就越高。溫度對粘度的影響很大，溫度升高，粘度降低，在表明潤滑油的粘度時，一定要注明溫度，否則沒意義！ 潤滑脂的主要質量指標是 錐入度：它是表征潤滑脂稀稠程度的指標，針入度越大，潤滑脂就越稀。 普通潤滑油和潤滑脂在一些十分惡劣的工作條件下（如高溫、低溫、重載、真空等）會很快劣化變質，失去工作能力。為了提高它們的品質和使用性能，常加入某些分量很小（從百分之幾到百萬分之幾）

8、但對其使用性能的改善起巨大作用的物質，這些物質稱為添加劑。,抗氧化添加劑 可抑制潤滑油氧化變質； 降凝添加劑 可降低油的凝點； 油性添加劑 可提高油性； 極壓添加劑 可以在金屬表面形成一層保護膜，以減 輕磨損 清凈分散添加劑 可使油中的膠狀物分散和懸浮，以 防止堵塞油路和減少因沉積而

9、造成的劇 烈磨損。,第三章 圓柱齒輪傳動,一、圓柱齒輪受力分析,一對齒輪互相嚙合，在嚙合線上存在著一個法向力 Fn，忽略摩擦力，把分布力集中到齒寬中點！可分解成： 切向力： Ft = Fncos? 徑向力： Fr = Fnsin? 因為切向力為已知力：Ft = 2T1/d1 式中：T1 = 9.55X106 P1/n1（Nmm） 力的大

10、小： 切向力: Ft = 2T1/d1 徑向力：Fr = Fttg? 法向力: Fn = Ft /cos? 力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1與n1相反,Ft2與n2相同 徑向力：Fr1 = -Fr2 指向各自的圓心 法向力: Fn1 = -Fn2,,二、斜齒圓柱齒輪受力分析法向力Fn可分解成

11、： 切向力： Ft = Fn cos?ncos? 徑向力： Fr = Fn sin?n 軸向力: Fx = Fn cos?nsin?因為切向力為已知力： Ft = 2T1/d1 徑向力：Fr = Fttg?n/cos? 軸向力: Fx = Fttg? 法向力: Fn = Ft/cos?ncos?力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1與n1相反,

12、 Ft2與n2相同 徑向力：Fr1 = -Fr2 指向各自的圓心 軸向力: Fx1 = -Fx2 左右手定則 法向力: Fn1 = -Fn2,軸向力的判斷用左右手定則: 只適用于主動齒輪 左右手定則: 左旋齒輪伸左手,右旋齒輪伸右手，四指方向與轉動方向相同,拇指方向即為軸向力方向! 左、右旋齒輪的判斷：齒輪軸線與人的身體平行，正向看過去，輪齒線左邊

13、高為左旋， 右邊高為右旋！,三、 齒輪傳動的失效形式,齒輪的失效主要發(fā)生在輪齒上，其余部分，如輪轂、輪輻部分為金屬實體，一般很少失效。 1. 疲勞斷齒 齒體失效 2. 過載斷齒

14、 3. 偏載斷齒 齒輪失效形式 1. 點蝕 齒面失效

15、 2. 膠合 3. 磨損 4. 塑性變形,,,,通常開式齒輪的主要失效形式是齒面磨粒磨損，導致齒體變薄，進而斷齒。閉式齒輪軟齒面?zhèn)鲃又饕问绞驱X面疲勞點蝕

16、，閉式齒輪硬齒面?zhèn)鲃又饕问绞驱X根彎曲折斷。,四、 選材,齒輪的材料及熱處理方法的選擇，應根據齒輪傳動載荷大小與性質，工作環(huán)境條件，結構及經濟性等多方面要求來確定。 大小齒輪材料不同 小齒輪基園小，齒廓曲線彎曲大，齒根部薄，再之，小齒輪齒數少，轉速高，受循環(huán)應力次數多于大齒輪。故其材料要比大齒輪好些。假如大小齒輪材料一樣，應采用不同的熱處理方法，使小齒輪的齒面硬度高于大齒輪 30￣50HBS

17、。 軟硬齒面嚙合的齒輪適合于上述原則，假如硬硬齒面的配對的齒輪，齒面硬度差基本保持相同。 軟齒面，硬度小于350HBS ， 硬齒面，兩齒輪硬度都大于350HBS 。,第四章 錐齒輪傳動,一、 概述 錐齒輪傳動廣泛用于兩相交軸或兩交錯軸之間的運動和動力的傳遞！ 通常是90度相交！錐齒輪的幾何參數是在大端上測量。,二、直齒圓錐齒輪受力分析 為了計算簡便，將錐

18、齒輪沿整個齒寬作用的法向分布力的合力，看作是作用在齒寬的中點！ 法向力Fn可分解成三個力：切向力、徑向力、軸向力 力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1與n1相反, Ft2與n2相同 徑向力：Fr1 = - Fx2 指向各自的圓心 軸向力: Fx1 = - Fr2 指向各自的大端,第五章 蝸桿傳動,§5-1 概

19、述 蝸桿傳動用于兩交錯軸（一般為垂直交叉）間轉矩的傳遞 一、蝸桿傳動的特點 1、傳動比大： i=n1/n2=Z2/Z1 傳遞動力時：i=10-80,可達100 傳遞運動時：i 最大可達1000 2、傳動平穩(wěn)，噪音小 3、效率低：一般時 ? = 0.7左右 自鎖時 ? ≤ 0.5 4、易磨損、用銅合金制造，造價高。,&#

20、167;5-2 阿基米德圓柱蝸桿傳動,主平面：垂直與蝸輪的軸線并且通過蝸桿的軸線的平面。 一、模數、壓力角和正確嚙合條件 ma1 = mt2 = m ?a1 = ?t2 = ? (軸面=端面=標準） ? = ? （方向一致） (蝸桿螺旋線導程角=蝸輪輪齒螺旋角）,§5-3 蝸桿傳動的效率,傳動效率

21、 總效率：? = ?1?2?3式中滾動軸承效率：?2 = 0.99 — 0.995 攪油效率： ?3 = 0.94 左右 對總效率影響最大的是嚙合效率： 式中： ?’=arctg(f’) 當量摩擦角 f’ — 當量摩擦系數 蝸桿的轉速直接影響當量摩擦系數f’ ，速度越大f’ 越小，?’ 當量摩擦角也越小，效率就越高。所以，通常將蝸桿傳動布置在高速級。,當 ? = 45?-?’/2

22、時，?有最大值，但因為 ? 越大，加工越困難，所以標準規(guī)定 ?max = 33?41’24’’,在此范圍內，較大的 ?對應較多的Z1,對于閉式傳動： Z1=1, ? = 0.7 — 0.75 Z1=2, ? = 0.75 — 0.82 Z1=3-4, ? = 0.82 — 0.92對于開式傳動： Z1=1-

23、2時, ? = 0.6 — 0.7,?5-5 蝸桿傳動受力分析,一、法向力 Fn 及其分力 通常蝸桿為主動輪，其法向力可分解為：切向力、徑向力、軸向力 二、各力的方向 當蝸桿為主動時，并且忽略摩擦力： 切向力：Ft1 = - Fx2 (Ft1與n1反向,Ft2與n2同向) 徑向力：Fr1 = - Fr2 (指向各自的圓心) 軸向力：Fx1 = - Ft2 (左右手定

24、則，只適用主動輪),三、受力分析投影圖 在嚙合點處，蝸桿、蝸輪的三個分力如下圖所示： 首先，知道蝸桿的轉向n1，便知蝸桿的切向力Ft1（與轉向相反），它的反力是蝸輪的軸向力FX2，又知道蝸桿的旋向，按左右手定則，可知道蝸桿的軸向力FX1 ，它的反力是蝸輪的切向力Ft2 ，知道蝸輪的切向力，就知蝸輪的轉向n2 。徑向力Fr指向各自的圓心！,已知：蝸桿的旋向和轉向，畫出蝸桿和蝸輪三個分力的方向。,一、蝸桿傳動的潤滑

25、 由于蝸桿傳動效率低，發(fā)熱量大，溫升高，良好的潤滑除減摩外，還可冷卻，以保證正常的油溫和粘度，防止膠合的發(fā)生。為了避免過大的攪油損失，對下置蝸桿傳動常取油面浸泡1—2個齒高，對上置蝸桿傳動，油面不超過1/2—1/3蝸輪半徑。 ( v1≤5 m/s蝸桿下置， v1?5 m/s蝸桿上置 ) 二、熱平衡計算 因為蝸桿傳動效率低，發(fā)熱量大，相對滑動速度高，容易引起潤滑油的溫度升高，黏度降低，從而使油膜破壞，產生膠合失效。,?

26、6-7 蝸桿傳動的潤滑與熱平衡計算,1、單位時間內功率損失而產生的熱量： 2、單位時間內散發(fā)出去的熱量： 3、熱平衡條件： 得到達到熱平衡時的溫度： 式中：Ks—散熱系數：通風良好時 Ks=14—17.45W/m2℃ 通風不佳時 Ks=8.15—10.5W/m2℃ A—散熱面積 m2 T0 —周圍空氣溫

27、度 t1 —達到熱平衡時的溫度，控制在60-70?C,三、提高散熱能力的措施: 由熱平衡時溫度公式可以看出 要提高散熱能力，減小熱平衡時的溫度，可設法 1、提高蝸桿的傳動效率 ? 2、增大散熱面積A 如在減速器箱體外加散熱片等 3、提高散熱系數 Ks 如 1）在蝸桿軸端加裝風扇，可使 Ks=21—28 5W/m2℃ 2）在油內裝蛇形循環(huán)冷卻水管

28、 3）采用噴油潤滑,已知：n1的轉向，為使中間軸II的軸向力最小，問： 斜齒輪的旋向應如何？,第七章 帶傳動,一、熟悉帶傳動的力 最大圓周力的表達式： 影響帶傳動能力的主要因素： 1、初拉力：F0 2、小帶輪包角：α1 3、帶與帶輪間的摩擦系數：f，fv 4、帶的型號 截面尺寸大的V帶，能傳遞更大的力！ 5、帶的根數 帶的根數多

29、，傳動能力就越大！ 6、帶速： 帶速越大，帶的質量越大，離心力越大，正 7、帶的質量 壓力減小，摩擦力 小，帶傳動能力減小。,,二、應力分析 1、緊邊拉應力?1和松邊拉應力?2 ： ?1 = F1 / A (MPa) ?2 = F2 / A (MPa) 2、離心拉應力?c ： ?c = qv2/ A

30、 3、彎曲應力： ?b1 = 2h0E / d1 ?b2 = 2h0E / d2 4、最大應力?max ：在A點處。,三、彈性滑動與打滑 彈性滑動是由于帶的彈性引起的，他造成帶速和輪速之間的速度差，形成相對滑動，降低傳動效率，造成傳動比不穩(wěn)定，加速帶的磨損，他是不可避免的，但它不影響帶的正常工作。 打滑 是負載超過帶的最大有效圓周力，帶不動負載，便發(fā)生打滑。打滑是帶傳動的一種失效形式

31、。盡量避免。,四、張緊輪 （ 中心距不可調的場合 ）張緊輪要安裝在帶的內側、松邊、靠近大帶輪 內側：避免帶受到雙向的彎曲應力 松邊：帶本來就松弛，易于調節(jié) 靠近大帶輪：對小帶輪的包角影響小。,第十章 螺旋傳動,一、螺紋主要參數1、大徑 d：螺紋標準中的公稱直徑，螺紋的最大直徑2、小徑 d1: 螺紋的最小直徑，強度計算中螺桿危險斷 面的計

32、算直徑。3、中徑 d2: 近似于螺紋的平均直徑， d2 ? (d1 + d) / 24、螺距 p: 相鄰兩螺紋牙平行側面間的軸向距離。5、導程 s: 同一條螺紋線上兩螺紋牙之間的距離。 s = n?p 6、螺旋升角 λ: 中徑上s=πd2tgλ λ =arctg(s/ π?d2),二、螺紋聯接的防松 螺紋聯接雖然能自鎖，但在受到沖擊、

33、振動、溫度變化等瞬時，螺紋聯接的摩擦力會消失，產生松動，故要有可靠的防松措施。 常用的放松措施有： (表18—3） 1、彈簧墊圈 4、尼龍圈鎖緊螺母 2、對頂螺母 5、槽形螺母和開口銷 3、止動墊片 6、圓螺母帶翅墊片 7、鋼絲串聯 8、沖點、粘接,四、提高螺栓聯接強度的措施 1、改善螺

34、紋牙間載荷分配不均現象 1）、懸置螺母 2）、內斜螺母 3）、環(huán)槽螺母 2、減小螺栓的應力幅 由應力幅的公式：看出：減小應力幅，即減小 Kc = CL / (CL + CF) 1）、減小螺栓的剛度： CL 柔性螺栓（中空或光桿部分變細） 螺母下墊彈性墊圈 2）、增大被聯接件的剛度： CF 結構上加加筋板、斜撐或加

35、大被聯接件厚度 兩被聯接件之間的密封選用硬材料墊圈,第十一章 軸轂聯接,一、鍵聯接 各種各樣的鍵裝在軸與輪轂之間，以傳遞轉矩1、松鍵 1）平鍵 工作面是兩側面 兩個按180º布置 標注：B16?100 – GB1096 – 79 B:型號（ A不寫），16:寬，100：長,2）半圓鍵 多用于錐形軸，可適應軸的變形，鍵槽較深，對軸削弱

36、較大，兩個應并排布置。 標注：6?10 ?25 – GB1099 – 79 6：寬，10：高，25：直徑,二、平鍵的選擇與校核 1、選擇 首先按使用要求選擇鍵的主要類型，再按軸的直徑選擇鍵的型號（剖面尺寸：寬度 b，高度 h 以及軸上槽深 t1、輪轂上槽深 t2 ），按輪轂長度選擇鍵的長度L ， L應稍小與輪轂的長度，最后對聯接進行必要的強度校核。 2、校核

37、鍵的主要失效形式是壓潰、其次是剪切 壓潰強度條件： 剪切強度條件：,第十二章 軸,一、分類 按承受載荷的情況分： 1）傳動軸： 只承受轉矩 T。 2）心 軸： 只承受彎矩 M。 3）轉 軸： 即承受彎矩 M，也承受轉矩 T。二、軸的直徑估算 對于轉軸，按 扭轉強度條件： 考慮彎矩的影響，適當降低[τ]值。式中： P：作用在該軸上的功率（ K

38、W ） n: 軸的轉速 (rpm) d: 軸的最小直徑,,式中 只與材料有關,希望同學們記住這個公式：,由公式可以看出：軸的直徑與功率成正比，與轉速成反比。這也正好說明一般減速器高速級軸的直徑要比低速級軸的直徑要小些。,三、軸的結構設計 1、軸上圓角要小于輪轂上圓角或倒角 2、軸上長度要小于輪轂上相應長度2—3mm。 3、軸肩或軸環(huán)

39、的高度一般不小于5，如果是用于滾動 軸承定位，則不能高于滾動軸承內環(huán)的三分之二。 4、各階梯軸的軸端加倒角，便于安裝。 5、鍵槽應在同一個方向。 6、減小應力集中，如加大圓角半徑、用退刀槽 砂輪越程槽等。 7、合理安排軸的零件，減輕軸的負荷。,第十三章 滾動軸承,一、分類 1、按承受載荷分： 1）向心軸承 只承受徑向力，接觸角為0 2）推力軸承

40、 只承受軸向力，接觸角為90度 3）角接觸軸承 既受徑向力，也受軸向力，接觸角越大， 所能承受的軸向力也越大！二、滾動軸承的結構 1、內圈 2、外圈 3、滾動體 4、保持架,三、軸承壽命和載荷 1、實際壽命：L 一套滾動軸承，其中一個套圈或滾動體

41、 的材料出現第一個疲勞擴散跡象時，一個 套圈相對另一個套圈的轉數。 　 2、基本額定壽命：L10h 對于一個滾動軸承或一組在同樣 條件下運轉的近似相同的軸承，在與常用 的材料和加

42、工質量以及常規(guī)的運轉條件下， 能達到可靠性為90%的壽命。 3、基本額定動載荷：C 假想的恒定載荷，軸承在這個載 荷作用下，基本額定壽命為106。 4、當量動載荷：P 假想的恒定載荷，軸承在這個載荷 作用下，與

43、實際載荷作用時具有相同的壽命。,四、 滾動軸承接觸疲勞強度的設計計算1、基本額定壽命 L10h 的計算 載荷與壽命有如下關系： L10Pε = 106Cε = 常數 則壽命為： L10 = 106 （ C / P）ε （轉） 壽命通常以小時為計量單位，用 L10h 表示 ： L10h = L10 / 60n,再考慮溫度系數 fT 和動載系數 fd 的

44、影響,式中：n — 軸承轉速（r/min） ε — 指數： 球軸承 ε = 3 滾子軸承 ε = 10/3,2、當量動載荷 P 的計算: P = X·Fr + Y·Fa 式中： Fr：為徑向力， Fa：為軸向力 當 X = 1 Y = 0 當

45、 X ≠ 1 Y ≠ 0 各種軸承的 臨界值 e 及 X、Y 值，見表 13—16,3、角接觸軸承 P 值的計算 對于 “3”、“7” 類軸承，由于本身結構特點，當施加徑向力 Fr 后，會產生派生的軸向力 S。 （1）裝配形式 ： “3”、“7” 類軸承，必須成對使用！安裝有：正裝（面對面、大端對大端）反裝（背對背、小端對小端）,面對面，支點近，剛度大,背對背，支點遠，剛度小,懸

46、臂形式必須反裝,（2）支點：滾動體與外滾道接觸點的法線和軸線的交點為軸承在軸上的支點。 在大端一側 （3）派生的軸向力S ： S 指向大端?。?不同形式的軸承 S 有不同的計算公式 S = e · Fr α = 15° “7” 類軸承 S = 0.68 &#

47、183; Fr α = 25° S = 1.14 · Fr α = 40° “3” 類軸承 S = Fr / 2Y ( Y ≠ 0 時值),,（4）軸向力 Fa 的計算 如圖軸承正裝1）由軸系總的徑向力 Fr 計算出每個軸承的徑向力 Fr1 和 Fr2 。2）由徑向力 Fr1 和 Fr2 分

48、別計算出 S1 和 S2 。方向指向大端！ 對軸系的所有軸向力進行比較 a、如果 FA + S1 > S2 軸向右移，2 軸承受壓，支撐件給 2 軸承一個反力S’2，由平衡力式 FA + S1 - S2 - S’2 = 0 則 S’2 = FA + S1 - S2 受壓軸承： Fa2 = S2 + S’2 = FA + S1 不受壓軸承： Fa1 = S1,b、

49、如果 FA + S1 < S2 軸向左移，1 軸承受壓，支撐件給 1 軸承一個反力S’1，由平衡力式 FA + S1 + S’1 - S2 = 0 則 S’1 = S2 - FA - S1 受壓軸承： Fa1 = S1 + S’1 = S2 - FA 不受壓軸承： Fa2 = S2c、如果 FA + S1 = S2， 軸承都不受壓。 不受壓軸承： Fa1 =

50、 S1 不受壓軸承： Fa2 = S2 結論：不受壓軸承的軸向力等于其本身派生的軸向力！ 受壓軸承的軸向力等于除去本身派的軸向力之外的外部 軸向力的代數和！,3）計算出 Fa1 和 Fa2 后，與Fr1 和 Fr2 進行比值 從而得到 X1，X2 和 Y1，Y2

51、 計算出P1 = X1·Fr1 + Y1·Fa1 同理，計算出P2 = X2·Fr2 + Y2·Fa2 比較P1 、 P2 ，值大的軸承危險，代入壽命公式，計算出軸系的壽命！4）受壓軸承與不受壓軸承的判斷 正裝(面對面) ：軸往哪邊移動，哪邊軸承受壓 ！

52、 反裝(背對背) ：軸往哪邊移動，哪邊軸承不受壓 ！,4、計算步驟 1) 由徑向力 Fr1 和 Fr2 計算出每個軸承的派 生的軸向力S1 和 S2 。 2) 對軸系的所有軸向力進行比較，判斷出受 壓軸承與不受壓軸承。計算出Fa1 和 Fa2 。 3) Fa/Fr與臨界值 e 比較，得到系數 X和 Y值 4) P = X·Fr + Y·Fa，計算出P1 和

53、P2 ,取大值 5) 計算出基本額定壽命 L10h,四、例題：軸系由一對70206軸承支承，軸承正裝。 已知：n=980 r/min, Fra=1200N, Frb=1800N， FA=180N，a=270mm， b=230mm， c=230mm，求危險軸承的壽命？（ C = 33400 N , e = 0.7 , S =0.7 Fr , Fa /Fr ≤e 時， X = 1 , Y = 0 ， Fa

54、 /Fr ＞e時， X = 0.4 , Y = 0.85 , ε = 3 ),,解：首先求各自的徑向力：1、對B點取矩（假設Fr1向上） ： Fr1（a ? b） ? Frb ? c = Fra ? b （270 ? 230）Fr1 = 1200 ? 230?1800 ? 230 得：Fr1 = ? 276 N。負號指方向向下！ 同理，對A點取矩（假設Fr2向上） ：

55、 Fr2（a ? b） = Fra ? a ? Frb ?(a ? b ? c) （270 ? 230）Fr2 = 1200 ? 270 ?1800 ?730 得： Fr2 = 3276 N,,2、計算派生的軸向力： S1=0.7Fr1=0.7?276 S2= 0.7Fr2=0.7?3276 =193.2 (N) （向右） =2293.2 (N) （向左） 所有軸向力比

56、較：FA +S2 = 180+2293.2 =2473.2 (N) > S1 =193.2 (N) 軸向左移，軸承正裝，故 1 軸承受壓！3、計算軸承的軸向力： 受壓軸承1： Fa1=S2 + FA = 2473.2 (N) 不受壓軸承2： Fa2=S2 = 2293.2 (N),4、軸向力和徑向力比較： Fa1 / Fr1 = 2473.2 / 276 Fa2 / Fr2 = 2293

57、.2 / 3276 =8.9 > e = 0.7 =0.7 = e X1 = 0.4 Y1 = 0.85 X2 = 1 Y2 = 05、當量動載荷： P1 = X1·Fr1 + Y1·Fa1 P2 = X2·Fr2 + Y2·Fa2 =0.4X

58、276+0.85X2473.2 = Fr2 = 3276 (N) = 2212.6 (N) ∵P2 > P1 ∴ 2 軸承危險,6、計算 壽命,第十四章 滑動軸承一、主要應用場合 1、轉速特別高的場合 用滾動軸承的話，滾子的離心力勢 必很

59、大，造成壽命急劇減低。 2、載荷特別大的場合 用滾動軸承的話，必須單件設計制 造，成本很高。 3、對軸的支承精度要求特別高的場合 滑動軸承的零件少， 可以比滾動軸承更精密的制造。 4、承受較大沖擊、振動的場合

60、 滑動軸承間隙中的油膜 可以起到隔振、減振的作用。 5、徑向空間比較小的場合 滑動軸承的徑向尺寸比滾動軸 承小，但軸向尺寸要大。 6、特殊的支承場合，如曲軸。 7、特殊的使用場合，如水下、有腐蝕的介質的場合

61、。,二、分類 1、按工作時的摩擦狀態(tài)分： 1）液體摩擦軸承 a 、液體動壓滑動軸承 b、 液體靜壓滑動軸承 2）非液體摩擦軸承 a、邊界潤滑狀態(tài)下的滑動軸承 b、混合摩擦狀態(tài)下的滑動軸承2、按潤滑劑的種類分： 1）液體潤滑軸承 2）氣體潤滑軸承 3）半固體潤滑軸承（潤滑脂） 4

62、）固體潤滑軸承,三、液體動壓潤滑基本方程 獲得液體摩擦有兩種方法： 1、在滑動表面間用足以平衡外載的壓力輸入潤滑油，人為的把兩個表面分離，用這樣的方法來實現液體摩擦的軸承稱為液體靜壓滑動軸承。 2、利用兩摩擦表面間的收斂間隙，靠相對的運動速度把潤滑油帶入其間，建立起壓力油膜而平衡外載荷，把兩摩擦表面分開，用這樣的方法來實現液體摩擦的軸承稱為液體動壓滑動軸承。,1． 3、形成動壓潤滑的必要條件（1）

63、兩工作表面必須形成楔形間隙；（2） 間隙中必須充滿具有一定粘度的潤滑劑；（3） 被潤滑劑分隔的兩表面必須有一定的相對滑 動速度，并且保證潤滑油從大截面流進、小 截面流出。,,,,,,（a） （b） （c） （d） 兩平板的四種情況哪種情況能形成動壓油膜？,4、液體動壓滑動軸承基本參數的選擇（1） 寬徑比

64、:B/d 寬徑比 B/d 常用范圍是0.5—1.5，寬 徑比小，占用空間小，對于高速輕載的軸承，由于壓 強增大，對運轉平穩(wěn)性有利，但寬徑比的減小，軸承 的承載能力也隨之減小。（2） 相對間隙：? 一般情況下，相對間隙主要依據載荷 和速度選取，速度高，相對間隙應大些，以減少軸承 的發(fā)熱。載荷大，相對間隙應小些，以提高承載能力（3） 軸

65、承壓強：p 滑動軸承的載荷與投影面積的比值為 軸承的壓強，壓強 p 取的大些，可以減少軸承的尺 寸，運轉平穩(wěn)性要好，但壓強過大，軸承容易損壞！,第十五章 聯軸器、離合器一、用途 聯軸器：聯接兩軸并傳遞運動和轉矩 離合器：聯接或分離兩軸并傳遞運動和轉矩 二、區(qū)別 聯軸器：只能在停車時聯接或分離兩軸。 離合器：絕大多數可以在運動過程中聯接或分離兩

66、軸。,三、聯軸器 1、剛性聯軸器 1）、套筒聯軸器 2）、夾殼聯軸器 3）、凸緣聯軸器 2、撓性聯軸器 1）、無彈性元件 a）十字滑塊聯軸器 b）萬向聯軸器 c）球籠式同步萬向聯軸器 d）齒輪聯軸器 2）、有彈性元件 a）彈性套柱銷聯軸器

67、 b）彈性柱銷聯軸器 c）梅花形彈性聯軸器 d）輪胎式聯軸器 e）蛇形彈簧聯軸器,剛性聯軸器，結構簡單，使用方便，對中精確，傳力大，但要求兩軸的同軸精度高，稍有偏差，就不好安裝。 撓性聯軸器，結構較剛性聯軸器復雜，但他對兩軸的軸線偏移、振動、磨損等有較大的適應性！四、離合器 1、操縱離合器

68、通過操縱，來使結合和斷開 2、自動離合器 靠機器的運動或動力參數（轉矩、轉速 轉向等）的變化而自動完成結合和斷開,,軸系結構找錯題： 指出下圖軸系結構中的錯誤或不合理之處，并簡要說明理由，不要求改正?。?齒輪箱內齒輪為油潤滑，軸承為脂潤滑）,1）彈性擋圈為多余零件； 2）軸肩過高，不便于拆軸承； 4）鍵槽太長；3）軸的臺

69、肩應在輪轂內； 6）光軸太長，軸承裝拆不便，做成階梯狀； 5）套筒外徑太大，不應與外圈接觸，不便軸承拆卸； 7）聯軸器孔應打通8）聯軸器沒有軸向固定； 9）聯軸器無周向固定； 10）要有間隙加密封 11）箱體裝軸承端蓋面無凸出加工面，缺調整墊片； 12）缺擋油環(huán)。,,,改正以后的圖,1）彈性擋圈為多余零件； 2）軸肩過高，不便于拆軸承； 4）鍵槽太長；3）軸的臺肩應在輪轂內；